两轴式变速器设计说明书
第1章 变速器主要参数的选择与计算
1.1 设计初始数据
最高车速：max a u =200Km/h 发动机最大功率：max e P =120KW 最大转矩：max e T =238m N * 整备质量：a m =1700Kg 最大转矩转速：T n =3500r/min 车轮：215/55R17
1.2 变速器各挡传动比的确定
①满足最大爬坡度
()T
e g i T
f Gr i ηαα0max 1sin cos +≥
（）
式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，
mg G ==20090N ；
max e T —发动机最大转矩，max e T =；
T η—传动系效率，T η=90%；
r —车轮半径，r =；
f —滚动阻力系数，取f =；
α—爬坡度，取α=20°
带入数值计算得59.1101≥i i g
②满足附着条件：
≤r
i i T T
g η01emax z2F ·φ （）
Φ为附着系数，取值范围为~，取为
z2F 为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg ；
计算得01i i g ≤ ； ② 由①②得≤1g i ≤ ； 取1g i = 0.40=i ；0.1201=i i g 在计算范围内。
/n min min 377.0r U =01i i g =h<10km/h ，检验最低稳定车速合格，故传动比合适。
其他各挡传动比的确定：
按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：
q i i i i i i i i g g g g g g g g ==
=
=
5
44
33
22
1 （）
式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；五档设置为直接当故15=g i ，因此，各挡的传动比为：
1n 51/-=g g i i q =40.3= （）
所以其他各挡传动比为：
1g i =， 2g i =3q =，3g i =2q =，4g i = ，5g i =1
1.3 变速器传动方案的确定
图2-1a 为常见的倒挡布置方案。图2-1b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-1c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-1d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-1c 所示方案。图2-1e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-61所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些]18[。
本设计采用图2-1f所示的传动方案。
图1-1变速器倒档传动方案
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。
图变速器传动示意图
1.4 中心距A 的确定
初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A ，可根据发动机排量与变速器中心距A 的统计数据初选，A=76mm
1.5 齿轮参数
1.5.1 模数
对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量a m 在～的货车为～；总质量a m 大于的货车为～。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 表 汽车变速器齿轮法向模数
表 汽车变速器常用齿轮模数
发动机排量为，根据表及，齿轮的模数定为~。 1.5.2 压力角 和螺旋角
理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用°、15°、16°、°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用°或25°等大些的压力角。
国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。
乘用车两轴式变速器螺旋角：20°～25°
1.5.3 齿宽b
直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为～，取； 斜齿n c m k b =，c k 取为～。
采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm ，取4mm 。 一档和倒档齿宽b=3×7=21mm 二档到五档齿宽b=×7= 1.5.4 齿顶高系数
在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为.
第2章齿轮的设计计算与校核
2.1 齿轮的设计与计算
2.1.1 各挡齿轮齿数的分配
一挡齿轮为斜齿轮，模数为，初选109cos -β=20°
一挡传动比为9
10
1g Z Z i =
（） 为了求9Z ，10Z 的齿数，先求其齿数和h Z ，
斜齿n
h m A Z 10
9cos 2-=β （）
=
.320cos 762?
? =取整为48
取9Z =13 10Z =48-13=35
对中心距A 进行修正
因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。
β
cos 20h n Z m A =
=?+?cos20235130.3）
（= （）
对一挡齿轮进行角度变位：
端面啮合角 t α： tan t α=tan n α/cos 10-9β= （） t α∴=°
啮合角 ,t α： cos ,t α=
t o
A
A αcos = （）
,t α∴=° 变位系数之和 ()()
n
t ,t 109n tan 2αααξinv inv z z -+=∑ （）
= 查变位系数线图得：69.29
10
==z z u 02.09=ξ 01.010=ξ 计算一挡齿轮9、10参数：
分度圆直径 10-99n 9cos /m βz d ==×13/cos20°= 10-910n 10cos /m βz d ==×35/cos20°= 齿顶高 ()n n 9an 9y h m h a ?-+=*ξ= ()n n 10an 10y h m h a ?-+=*ξ=
式中： n 0n /m A A y ）（-=
=（）/= n n n y y -=?∑ξ= + =
齿根高 ()
n 9an 9h m c h f ξ-+=*
*=
()
n 10an 10h m c h f ξ-+=**=
齿顶圆直径 99a92a h d d +== 10a 10102h d d a +== 齿根圆直径 9992f f h d d -== 1010102f f h d d -== 当量齿数 10-9399v cos /z z β== 10-931010v cos /z z β== 二挡齿轮为斜齿轮，模数为，初选87-β=21°
7
8
2Z Z i g =
()
8
787n cos 2-+=
βZ Z m A
n
8787cos 2m A Z Z -=
+β=5.221cos 762?
?=取整为57
7Z =18 8Z =39则，782
Z Z i ='=18
39
=≈2g i = 对二挡齿轮进行角度变位：
理论中心距 ()
8
787cos 2-+=
βZ Z m A n o =
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 87-β t α=° 端面啮合角 t o t A
A ααcos cos ,=
=?31.21cos 7628
.76 ?=31.20,t α
变位系数之和 ()()n
t ,
t 87n tan 2αααξinv inv z z -+=∑
= 0 查变位系数线图得： 17.27
8
==
z z u =∑n ξ0 7ξ= 8ξ=09.07n -=-∑ξξ 二挡齿轮参数：
分度圆直径 8777cos -=
βn
m z d =
8
788cos -=
βn
m z d =
齿顶高 ()n n 7an 7y h m h a ?-+=*ξ=
()n n 8an 8y h m h a ?-+=*ξ=
式中： n 0n /m A A y ）（-=
= n n n y y -=?∑ξ= 齿根高 ()n 7n an 7h m c h f ξ-+=*
*= ()n
8
n
an
8
h
m c h f ξ-+=*
*
=
齿顶圆直径 77a72a h d d +== 8a 882h d d a +== 齿根圆直径 7772f f h d d -== 8882f f h d d -== 当量齿数 87377v cos /z z -=β= 87388v cos /z z -=β= 三挡齿轮为斜齿轮，初选65-β=22°模数为 5
6
3Z Z i =
= ()
6
565cos 2-+=
βZ Z m A n
65Z Z Z h +==, 取整为57 得5Z =取整为21，6Z =36
563Z Z i g ='=21
36
=≈3g i = 对三挡齿轮进行角度变为：
理论中心距 ()
6
565cos 2-+=
βZ Z m A n o =
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 65-β=
t α=° 端面啮合角 t o t A
A ααcos cos ,=
=?52.21cos 7686
.76= ?=78.19,t α
变位系数之和 ()()n
t ,
t 65n tan 2αααξinv inv z z -+=∑
= 查变位系数线图得： 649.16
5
==z z u 5ξ= 6ξ= 三挡齿轮5、6参数：
分度圆直径 6555cos -=
βn
m z d =
6
566cos -=
βn
m z d =
齿顶高 ()n n 5an 5y h m h a ?-+=*ξ= ()n n 6an 6y h m h a ?-+=*ξ= 式中： n 0n /m A A y ）（-== n n n y y -=?∑ξ= 齿根高 ()n 5n an 5h m c h f ξ-+=*
*= ()n
6
n
an
6
h
m c h f ξ-+=*
*
=
齿顶圆直径 55a52a h d d +== 6a 662h d d a +== 齿根圆直径 5552f f h d d -== 6662f f h d d -== 当量齿数 65355v cos /z z -=β=
65366v cos /z z -=β=
四挡齿轮为斜齿轮，初选43-β=23°模数n m =
3
4
4Z Z i g =
=30.1
()
4
343cos 2-+=
βZ Z m A n
96.5543=+Z Z 取整为56
3Z =，取整为24 4Z =32
则： 3
4
4Z Z i g =' =
24
32 =≈4g i = 对四挡齿轮进行角度变位：
理论中心距 ()
4
343cos 2-+=
βZ Z m A n o =
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 43-β= t α=° 端面啮合角 t o t A
A ααcos cos ,=
=?60.21cos 7609
.76= ?=56.21,t α
变位系数之和 ()()n
t ,
t 43n tan 2αααξinv inv z z -+=∑
= 查变位系数线图得： 33.13
4
==
z z u 3ξ= 4ξ=
四挡齿轮3、4参数：
分度圆直径 4333cos -=
βn
m z d =
4
344cos -=
βn
m z d =
齿顶高 ()n n 3an 3y h m h a ?-+=*ξ= ()n n 4an 4y h m h a ?-+=*ξ= 式中： n 0n /m A A y ）（-== n n n y y -=?∑ξ= 齿根高 (
)
n 3n an 3h m c h f ξ-+=*
*= (
)
n 4n an 4h m c h f ξ-+=*
*= 齿顶圆直径 33a32a h d d +== 4a 442h d d a +== 齿根圆直径 3332f f h d d -== 4442f f h d d -== 当量齿数 43333v cos /z z -=β= 43344v cos /z z -=β= 五挡齿轮为斜齿轮，初选21-β=24°模数n m =
1
2
5Z Z i g = =
()
2
121cos 2-+=
βZ Z m A n
54.5521=+Z Z 取整为56
1Z =28，取29 2Z =27
则： 1
2
5Z Z i g =' =
31
24 =≈= 对五挡齿轮进行角度变位：
理论中心距 ()
2
121cos 2-+=
βZ Z m A n o =
端面压力角 tan t α=tan n α/cos 43-β= t α=° 端面啮合角 t o t A
A ααcos cos ,=
=?70.21cos 7663
.76= ?=61.20,t α
变位系数之和 ()()n
t ,
t 43n tan 2αααξinv inv z z -+=∑
= 查变位系数线图得： 93.02
1
==Z Z u 1ξ= 2ξ= 五挡齿轮1、2参数：
分度圆直径 2111cos -=
βn
m z d =
2
122cos -=
βn
m z d =
齿顶高 ()
n n 1an 1y h m h a ?-+=*ξ= ()
n n 2an 2y h m h a ?-+=*ξ=
式中： n 0n /m A A y ）（-== n n n y y -=?∑ξ=
齿根高 ()n 1n an 1h m c h f ξ-+=*
*= ()n
2
n
an
2
h
m c h f ξ-+=*
*
=
齿顶圆直径 11a12a h d d +== 2a 222h d d a +== 齿根圆直径 1112f f h d d -== 2222f f h d d -== 当量齿数 21311v cos /z z -=β= 21322v cos /z z -=β= 确定倒挡齿轮齿数
倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮12Z 的齿数一般在21～23之间，初选
12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距，A 。12Z =23，11Z =14，则：
()111221
Z Z m A ，+=
=()231432
1
+?? = 取56mm
为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径11e D 应为
A D
D e e ≤++2
5.021113 121113--≤e e D A D =2×76－48－1
=103mm 取102mm
()21313+=Z m D e
213
13-=
m
D Z e =32
为了保证齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有以上的间隙，取13Z =27 计算倒挡轴和第二轴的中心距A ''
()2
1213,,z z m A +=
= 计算倒挡传动比 11
12
z z i =
倒= 分度圆直径 z m d t = 11d =42 mm 12d =69mm
13d =96mm
齿顶高mm m h h a a 3=?=* 齿根高 75.3=+=*c h h a f mm 尺顶圆直径 =a d d+2a h
=11a d 48mm 7512=a d mm 10213=a d mm 尺根圆直径 -=d d f 2f h
5.3411=f d mm 5.6112=f d mm 5.8813=f d mm
变位系数的齿轮11Z 12Z 13Z 确立 齿轮11Z 、12Z 当量齿数比64.111
12
==
z z U 根据当量齿数比，查《机械设计手册》小齿轮变位系数为1.01=ξ，则大齿轮变为系数为1.02-=ξ
齿轮13Z 、12Z 当量齿数比 12
13
z z U =
= 根据当量齿数比，查《机械设计手册》小齿轮变位系数为12.01=ξ，则大齿
轮变为系数为12.02-=ξ 2.1.2 齿轮材料的选择原则
1、满足工作条件的要求
不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。
2、合理选择材料配对
如对硬度≤350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。
3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：
5.3≤法m 渗碳层深度～
5.3≥法m 时渗碳层深度～
5≥法m 时渗碳层深度～
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于；表面硬度HRC ]12[53~48。
对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnM O ，20CrNiM O ，12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒]13[。 2.1.3 计算各轴的转矩
发动机最大扭矩为，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。 输入轴 1T =max e T =
输出轴 2T =齿承ηη1T =150×96%×99%= 输出轴一挡 1221i T T =齿承ηη=×××=
2.2 输出轴二挡 2222i T T =齿承ηη=×××=输出轴三挡
3223i T T =齿承ηη=×××=输出轴四挡
4224i T T =齿承ηη=×××=输出轴五挡
5225i T T =齿承ηη=×××=倒挡 倒齿承倒i T T ηη1==×99.096.0?×=轮齿的校核
2.2.1 轮齿弯曲强度计算
1、倒档直齿轮弯曲应力w σ
图 齿形系数图
y
zK m K K T c f
g w 3
2πσσ=
（）
式中：w σ—弯曲应力（MP a ）；
g T —计算载荷（）
； σK —应力集中系数，可近似取σK =；
f K —摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯
曲应力的影响也不同；主动齿轮f K =，从动齿轮f K =；
b —齿宽（mm ）；
m —模数；
y —齿形系数，如图。
当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MP a ，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。
计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力11w σ ，12w σ，13w σ
11z =21，12z =13，13z =37，11y =，12y =，13y =，倒T =，
2
T =
11
113
112y K z m K K T c f
w πσσ=
12
123
1122y K z m K K T c f
w πσσ=
=
3
3
10.
145.08135.21.165.11502???????π =<400～850MPa
13
133
132y K z m K K T c f
w πσσ倒=
=
3
3
10162
.00.8345.29.065.1849.3722???????π = <400～850MPa 2、斜齿轮弯曲应力w σ
εσ
πβσK yK zm K T c n
g w 3cos 2= （）
式中：g T —计算载荷，N·m m ；
n m —法向模数，mm ；
z —齿数；
β—斜齿轮螺旋角，°；
σK —应力集中系数，σK =；
y —齿形系数，可按当量齿数β3cos z z n =在图中查得；
c K —齿宽系数
εK —重合度影响系数，εK =。
当计算载荷g T 取作用到变速器第一轴上的最大转矩max e T 时，对乘用车常啮合齿轮
和高挡齿轮，许用应力在180～350MP a 范围，对货车为100～250MP a 。 （1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力9w σ ，10w σ
9z =13，10z =35，9y =，10y =，21T =，1T =，
ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 93
910919cos 2-=
=33
100
.20.716.031350
.120cos 19.2262????????π。 =<180～350MP a
ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 103
101092110cos 2-=
=33
100
.20.812.033550
.120cos 27.5782????????π。 =<180～350MP a （2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力
7z =18，8z =39，7y =，8y =，22T =，1T =，
ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 73
78717cos 2-=
=3
3
100
.20.716.05.21850.121cos 19.2262????????π。 =<180～350MP a
ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 83
88728cos 2-=
=3
3
100
.20.712.05.23950.121cos 48.4662????????π。 =<180～350MP a
（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力
5z =21，6z =36，5y =，6y =，23T =，1T =ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 53
56515cos 2-=
=33
100
.20.715.05.22150
.122cos 19.2262????????π。 =<180～350MP a
ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 63
665236cos 2-=
=33
100
.20.712.05.23650
.122cos 60.3762????????π。 =<180～350MP a
（4）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力
3z =24，4z =32，3y =，4y =，24T =，1T = ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 33
34313cos 2-=
=33
100
.20.714.05.22450
.123cos 19.2262????????π。 =<180～350MP a ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 43
443244cos 2-=
=33
100
.20.712.05.23250
.123cos 91.2852????????π。 =<180～350MP a
（5）计算五挡齿轮1，2的弯曲应力
1z =29，2z =27，1y =，2y =，1T =，25T =ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 13
12111cos 2-=
=33
100
.20.716.05.22950
.124cos 19.2262????????π。 =<180～350MP a
ε
σ
πβσK K y m z K T c n w 23
221252cos 2-=
=33
100
.20.715.05.22750
.124cos 93.1992????????π。 =<180～350MP a